某发动机排气系统尾管噪声优化
许亚峰周维刘兴利刘兵王瑞麟
华晨汽车工程研究院动力总成综合技术处，沈阳，110104
[摘要]：本文首先确定排气噪声的来源，针对特定的问题制定相应的优化方法，并应用GT-power软件对不同方案进行仿真分析，选取最优方案并在实车上进行验证，试验结果表明优化方法解决了噪声问题。
[关键词]：排气系统；噪声；GT-power；
Tailpipe noise optimization of engine exhaust system
Yangfeng Xu,Wei Zhou,Xingli Liu,Bing Liu, Ruilin Wang
Brilliance Auto R&D Center Powertrain Integrated Technology Section [Abstract]: This article determine the source of exhaust noise. Develop appropriate optimization methods for specific problems. Simulation analysis of different schemes by GT-power software. Select the best solution and verity it in the real vehicle. The experimental results show that the optimization method can solve the noise problem.
[Keywords]: exhaust system; noise; GT-power;
引言
发动机排气系统的主要功能除了能顺利的将废气排出，还要有很好的降噪作用。
排气系统是汽车最主要的噪声源之一，不但要满足顾客对汽车舒适性的要求也要面对日益严苛的国家法规。
所以排气系统降噪设计非常重要。
本文研究的项目是对某排气系统噪声问题原因的调查，从而制定适当的设计方法，最终开发出满足要求的排气系统。
应用发动机热力学计算分析软件GT-power建立发动机热力学和声学分析模型，计算出不同消声方案的排气口噪声总声压值及阶次噪声值。
通过不断的改进消声结构，针对性的消除某些峰值噪声，直到满足控制目标。
1排气噪声源
1.1排气尾管噪声源
尾口噪声是一种脉动噪声。
声音是以平面波在管道中传播，当达到尾管时，由于声阻抗不匹配一部分波会透过管道继续传播，而另一部分声波则被反射回去，形成反射波。
尾口噪声由两部分噪声组成：空气噪声和气流摩擦噪声。
稳定的气流在尾管处发出空气噪声，而不稳定的气流则产生摩擦噪声。
在尾管噪声中，这两种噪声所占成分取决于气流流量的大小和速度。
流量小和速度低时，空气噪声占主要成分；而流量大和速度快时，摩擦噪声占主要成分[1]。
1.2问题原因分析
该排气系统为双尾口设计，消音器左右出气结构有少许的差异导致该款发动机的尾管噪声经过几轮优化后问题始终发生在1000-1300rpm与2700rpm左右的左侧尾口二阶噪声（见图1）。
因为其中2700rpm的峰值噪声严重影响的了车内的声品质，使车内存在明显的共鸣。
1000-1300rpm的二阶噪声对应的频率33-43Hz,2700rpm的二阶噪声对应的频率为90Hz.都属于低频噪声问题，具体计算公式参考文献[3]为此专门针对排气尾管噪声做了接大消音器的解耦试验（见图2），图中虚线是排气口又接了一个大消音器的测试结果，实线是基态的的测试结果，通过曲线对比，屏蔽掉尾口噪声后全阶及各阶次明显降低，从而确定了33-43Hz 和90Hz确实是由排气尾口贡献的。
图1左侧尾口噪声测试结果图2解耦试验测试结果
其中2700rpm的二阶峰值噪声幅值较为异常，因此制作了一套不带消音器的排气系统（见图3），来了解此噪声源的产生的根本原因，以确定具体的调音手段。
图3噪声源测试方案图4 噪声源测试结果
从测试结果中（图4）可以清晰的看出2700rpm有明显的共振带，根据测试声音回放确认为燃油进入排气管二次燃烧，产生的放炮声。
确定了90Hz的噪声不单单是二阶贡献的，整个频带分布较宽，需要在设计消音器时更多的拓宽消声频带也是本次优化中的难点。
为此我们借助GT-power强大的仿真能力，首先建立起发动机的数值模型，经过标定后该模型能够精确地模拟发动机的实际工作状态，然后利用GT-power模块的声学模块对原排气系统经行初步优化，再与发动机模型耦合，计算排气尾管噪声，判断能否满足噪声及性能要求，最终通过实车验证及发动机背压测试验证，达到了设计要求。
2 GT-Power模型的建立
2.1模型的建立
应用GT-power建立完整的发动机数值模型（图5）所示，包括进气系统、气缸和排气系统。
其中进气系统不涉及性能优化，利用GT中的压损元件通过改变小孔直径模拟真实的进气阻力，利用GT-power里的GEM3D模块对排气系统中消和后消建立详细的子模型，并利用台架实验数据对模型进行标定和验证。
图5发动机GT-Power数值模型
在建模过程中使用了原机在台架上进行实际测量的空燃比、发动机摩擦功；使用PID 压力控制模式，保证进气歧管压力与实测一致；使用单峰wiebe燃烧模型，利用测量所得的缸内压力曲线计算出wiebe燃烧模型的主要参数，包括50%燃烧点、10%-90%燃烧持续期与燃烧品质指数[2]。
2.2模型的标定
为了使发动机的数值模型能精确地模拟发动机实际工作状态，还需要对发动机数值模型利用台架实验数据经行标定。
标定的内容包括发动机的功率与扭矩、发动机损失功率、燃油质量、涡轮前后压力、IMEP、BSFC、进气流量、进排气系统的压力波动、排气系统中排气总温度、催化器前温度，必要时标定出排气系统各段的温度梯度等[2]。
图6扭矩的标定图7功率的标定
图4进气流量的标定图5 催前温度的标定其余标定参数不再一一列出，GT模型计算结果与台架测试结果误差控制在5%以内，进气流量控制在2%，该GT模型满足工程设计要求。
2.3 GT-power的计算
图6是原排气系统的计算结果，GT-power不能模拟排气尾管的摩擦噪声，所以通过麦克风中的Flownoise修正，修正值设置为85dB结果与实测值拟合较好。
其中1000-1300rpm 超出目标线能够从仿真结果从体现出来；因实测时2700rpm的二阶峰值是异常噪声，所以未能在仿真中体现出来，这部分的噪声峰值只能依靠实际的调音经验来完成优化。
图6 原消音器方案计算结果图7 后消方案传递损失计算结果
表1 消音器设计方案
设计两套新中消和两套新后消方案(表1)，在设计这四个方案过程中，利用GT-power 里的声学模块，计算各个方案的传递损失，可初步判断各个方案的消声特性，图7是原后消与两个新后消传递损失的计算结果。
对中消也做同样的计算。
其中针对本文的问题难点，中消FM1#的弯管设计相当于提高了扩张比有利于中低频消声；后消RM2#单独设计的一个中心
频率40Hz 左右的霍尔姆兹谐振腔，从传递损失计算结果来看，在40Hz 附近新方案较原方案传递损失有明显的提高。
针对“放炮声”方案一的中后消连接管管径缩小来提高整个频带的消声能力。
从计算结果看在200Hz 以内较原方案传递损失有明显提高，还有如管路的穿孔率、隔板穿孔面积、消音材料的填充密度等不在一一说明，特别的是利用GT-power 还可以计算排气背压设计在合理的范围之内。
将两个中消和后消组合成四组方案，分别与发动机耦合，计算排气尾管噪声，注意离散长度选取合理，本文的离散长度为25mm 。
图8是最优方案与原方案尾管噪声计算结果对比，因二阶是主要问题阶次，本文只列出二阶优化前后的对比。
从结果上看FM1#+RM1#、FM2#+RM2#计算结果均好于原方案，所以制作中、后消四套方案进行实车验证（图9）。
图8 优化方案与原方案二阶噪声对比 图9 整车测试示意图 3整车半消音室测试
在整车半消音室进行尾口噪声的测试，测试工况3G-WOT ,最终选取FM1#、RM1#以及管径缩小为最终方案，从测试结果可知:Overall 满NVH 目标，1000-1300rpm 、2700rpm 的峰值均降低到目标线以下，满足排气尾管开发要求。
图10 左尾口全阶测试结果 图11左尾口阶次测试结
4结论
应用GT-power 软件可以对排气系统的噪声经行控制研究，能够快速的经行结构优化设计，缩短产品开发周期。
本文针对排气系统1000-1300rpm 、2700rpm 的峰值噪声进行多次优化设计，并优化方案经行了详细的噪声计算分析，最终解决了此问题。
1、通过解耦试验来判断较难消除的噪声峰值是由排气系统贡献的，并且对排气系统噪声源进行分析，确定的异响的根本原因，制定合适的优化方案。
2、GT-power只能计算脉动噪声，所以在3000rpm以下以脉动噪声为主的时候可以计算的非常准确；3000rpm以上摩擦噪声为主时，只能靠测试结果来修正这部分噪声。
3、缩小管径可以提高较宽频带的传递损失，在合理的背压设计范围内，适当的缩小管径对于消除宽频带噪声有明显作用。
参考文献
[1]．庞剑，谵刚，何华.汽车噪声与振动[M].北京理工大学出版社，2006.
[2]．GT-POWER USERS MANUAL,2006
[3]．吴文江，冯国胜.汽车排气噪声控制技术.城市车辆，2000.1。